JP2001349338A - たわみ軸継手 - Google Patents
たわみ軸継手Info
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Abstract
荷によるばねの破損および継手の大径化を防ぐことがで
きるたわみ軸継手を提供する。 【構成】 たわみ軸継手は、たる形コイルばね35の有
効巻数および圧縮率を一定の範囲内とするとともに、ば
ね荷重が許容値を超えると作用するストッパー41を備
えている。たる形コイルばね35がばね軸直角方向に荷
重を受けて隣り合うコイルが接触するように圧縮され
て、第1ハブ1と第2ハブ11との間でトルクが伝達さ
れる。隣り合うコイルどうしが接触し、摩擦することに
よりばね軸直角方向の荷重の一部を負担するとともに衝
撃または振動エネルギーを吸収する。
Description
緩衝作用およびねじり振動減衰作用を有するたわみ軸継
手に関する。
ルばねをたわみ部材とするものがある。また、コイルば
ねをコイル軸に対し直角方向に変形させる構造のたわみ
軸継手がある。この構造のたわみ軸継手はばね座を要し
ないので、構造が簡単かつ小型となり、慣性モーメント
が小さくなるという利点がある。このような構造のたわ
み軸継手として、特開昭59−37334号公報および
特開昭59−212528号公報で開示された軸継手が
ある。例えば、特開昭59−212528号公報の軸継
手は、円筒部の一端にフランジを有し、伝動軸が連結さ
れる第1ハブおよび第2ハブ、前記第1ハブの円筒部が
貫通し、前記第1ハブのフランジを収納するようにして
第2ハブのフランジに固定されたカバー、ならびに前記
第1ハブのフランジに円周方向に沿って設けられた複数
のばね穴をそれぞれ貫通するコイルばねを備えている。
そして、二つのフランジが間隔をおき向かい合うように
して第1ハブおよび第2ハブが配置され、前記コイルば
ねが第2ハブのフランジとカバーとの間で圧縮されてい
る。トルクは、第1ハブと第2ハブとの間でコイルばね
を介して伝達される。コイルばねが変形して、軸心を調
整し、伝動軸に加わる衝撃を吸収する。また、コイルば
ねがハブフランジのばね穴に締まりばめされているの
で、バックラッシがなく、回転角精度が高い。上記従来
のたわみ軸継手はいずれも、第1ハブのフランジと第2
ハブのフランジおよびカバーとの間でそれぞれコイルば
ねが横方向に変形するので、コイルばねに大きな応力が
生じ、コイルばねの変形量を大きくとることができな
い。この結果、軸心調節作用、緩衝作用およびねじり振
動減衰作用が小さかった。
記たわみ軸継手でコイルばねがたる形となったものが知
られている(特開平6−213247号公報参照)。こ
のたわみ軸継手は特開昭59−3733号および特開昭
59−212528号公報に記載の軸継手に比較して、
大きな軸心調整作用、緩衝作用、およびねじり振動減衰
作用をもち、バックラッシもなくすことができる利点が
ある。
継手は、弾性軸継手としては優れた性能をもっている
が、適用軸径に対しては、歯車型軸継手に比較して外径
が大きくなる欠点がある。また、例えば熱間圧延機の粗
ミルのテーブルローラー駆動用軸継手等のように重衝撃
が作用する用途では、通常作用トルクの数倍のトルクが
高頻度で作用する。設置スペースに余裕がなく、外径が
制限されることも多い。さらに、設備によっては、設計
荷重の数倍もの予測しない過負荷が軸継手に加わること
もある。これらの場合、ばねが破損し、軸継手の補修、
設備の運転停止などで多大の損失を招いていた。
イルばねを組み込んだ軸継手において、伝達トルク、軸
心調整作用、緩衝作用およびねじり振動減衰作用を低減
することなく、過負荷によるばねの破損および継手の大
径化を防ぐことができるたわみ軸継手を提供しようとす
るものである。
は、主として第1ハブ、第2ハブ、カバー、たる形コイ
ルばね、およびストッパーからなっている。第1ハブお
よび第2ハブは、円筒部の一端にフランジを有し、伝動
軸が連結される。カバーは、前記第1ハブの円筒部が貫
通し、第2ハブのフランジに間隔をおいて向かい合った
第1ハブのフランジを収納するようにして第2ハブのフ
ランジに固定されている。たる形コイルばねは、前記第
1ハブのフランジに円周方向に沿って設けられた複数の
ばね穴をそれぞれ貫通しており、最大外径部で第1ハブ
の前記ばね穴に保持され、最小内径部で前記第2ハブの
フランジとカバーとの間に支持されたばね支持ピンに圧
入または締まりばめされている。また、たる形コイルば
ねはトルク伝達の際にたる形コイルばねが変形して隣り
合うコイルが接触するようにばね軸方向に圧縮されて前
記第2ハブのフランジとカバーとの間に取り付けられて
いる。複数のストッパー穴が、円周方向に沿い等ピッチ
で、かつ前記ばね穴とともに継手軸心に関して点対称に
前記第1ハブのフランジに設けらている。複数のストッ
パーが、ストッパー穴を貫通し前記フランジとカバーと
の間で支持されている。前記たる形コイルばねは有効巻
数が4〜10、無負荷時に対する取付け時のばね軸方向
の圧縮率が5〜15%、かつ取付け時に対する密着時の
ばね軸方向の圧縮率が1〜3%である。前記ストッパー
穴内周面とストッパー外周面との間隙が、前記たる形コ
イルばねにこれの許容荷重を超える荷重が加わったとき
にストッパーの外周面が前記ストッパー穴の内周面に接
するように設定されている。
接続された第1ハブ、第1ハブフランジに保持されたた
る形コイルばね、たる形コイルばねが保持され、第2ハ
ブフランジおよびカバーに支持されたばね支持ピン、第
2ハブ、第2ハブに接続された他方の伝動軸に、または
この逆に伝達される。このとき、たる形コイルばねは、
伝達トルクの大きさに応じてばねの大径部と小径部との
中間の中央部分の一部が内径方向に圧縮されるように変
位する。したがって、反対側は外径方向に伸びるように
弾性変形する。また、隣り合うコイルどうしが接触し、
摩擦することによりばね軸直角方向の荷重の一部を負担
するとともに衝撃または振動エネルギーを吸収する。
に相当するトルクに達すると、ストッパーの外周面が前
記ストッパー穴の内周面に接する。伝達トルクは、たる
形コイルばねおよびストッパーを通じて伝達される。更
にトルクが大きくなり、たる形コイルばねの負荷が許容
荷重を超えると、たる形コイルばねの弾性変形は阻止さ
れ、主として荷重はストッパーが負担する。したがっ
て、たる形コイルばねに加わる荷重は許容荷重を超え
ず、たる形コイルばねが破損することはない。
成をとるために、たる形コイルばねの一部をストッパー
で置き換えると、それだけたる形コイルばねの数が減
る。この結果、同一外径では許容伝達トルクが小さくな
り、許容トルクを同一にすると同然継手外径は大きくな
る。前述のように、例えば熱延粗ミルのテーブルローラ
ー駆動用軸継手に適用する場合は、通常作用トルクの数
倍の衝撃トルクが作用するので、ストッパーをたる形コ
イルばねと同数程度組込まないと、ストッパーの損耗が
激しくなる。したがって、従来のたわみ軸継手において
たる形コイルばねの一部をストッパーで置き換えると、
たる形コイルばねの許容荷重およびたわみを2倍以上に
する必要があるが、このようなたる形コイルばねの製作
は一般に不可能と考えられていた。この発明では、たる
形コイルばねの有効巻数を4〜10、無負荷時に対する
取付け時のばね軸方向の圧縮率を5〜15%、かつ取付
け時に対する密着時のばね軸方向の圧縮率を1〜3%と
することにより、このようなたる形コイルばねの製作が
可能となった。
ーを中空たる形のストッパー本体とストッパー本体を貫
通するストッパーピンとにより構成することができる。
ストッパー本体を中空たる形とすることにより、見かけ
上の剛性が低くなり、衝撃力が緩和される。また、スト
ッパー本体に軸方向に延びる複数のスリット、または軸
回りのらせんに沿って延びるスリットを設けることが好
ましい。これらのストッパー本体はスリットにより見か
け上の剛性が更に低くなり、衝撃力を緩和し、駆動系の
損傷を防ぐ。前記ストッパー本体を合成ゴム製として、
衝撃力を緩和するようにしてもよい。
施の形態を示している。たわみ軸継手は、主として第1
ハブ1、第2ハブ11、カバー21、ばね支持ピン3
1、たる形コイルばね35、およびストッパー41によ
って構成されている。
4を有し、フランジ4には4個のばね穴6と4個のスト
ッパー穴7とがそれぞれ円周方向に沿って交互に設けら
れている。円筒部2にはキー溝8が切られており、キー
を介して第1ハブ1に伝動軸が連結される。
ジ14が設けられており、伝動軸を連結するためのキー
溝18が切られている。フランジ14の端面には、上記
第1ハブ1のフランジ4のばね穴6に対応するようにし
て第1ばね支持ピン穴16が設けられている。
の円筒部2が貫通する穴23が中央部に設けられてい
る。また、カバー21には上記第2ハブ11のフランジ
14の第1ばね支持ピン穴16に向かい合うようにして
第2ばね支持ピン穴26が設けられている。カバー21
は、第2ハブ11のフランジ14に連結ボルト28によ
り固定されている。カバー21は、第2ハブ11のフラ
ンジ14に間隔をおいて向かい合った、第1ハブ1のフ
ランジ4を収納している。第2ハブ11のフランジ14
に固定されたカバー21とこれの内側に収納された第1
ハブ1のフランジ4との間には、軸心調整に必要な大き
さの隙間が設けられている。
11のフランジ14の第1ばね支持ピン穴16およびカ
バー21の第2ばね支持ピン穴26にそれぞれ挿入さ
れ、ばね支持ピン31は第2ハブ11とカバー21とに
より両端支持されている。
のフランジ4のばね穴6を貫通している。たる形コイル
ばね35は最大外径部36で第1ハブ1の前記ばね穴6
に保持され、最小内径部37で前記ばね支持ピン31に
圧入または、焼きばめされている。また、トルク伝達の
際にたる形コイルばね35が弾性変形して隣り合うコイ
ルが接触する程度に、ばね軸方向に圧縮されて前記第2
ハブ11とカバー21の間に取り付けられている。例え
ば、たる形コイルばねは第2ハブとカバーとの間で、5
〜15%程度圧縮されている。たる形コイルばねの個数
は伝達トルクの大きさによるが、例えば4〜16本程度
である。たる形コイルばねをばね穴またはばね支持ピン
に締まりばめするには、圧入および焼きばめまたは冷や
しばめによる。このために、たる形コイルばねの最大外
径部および最小内径部を研磨仕上げすることも行われ
る。
が3以下であると継手のたわみ作用が不十分となり、1
1以上になると継手が大型、または伝達トルクが小さく
なる。ばねの取付け時(取付け高さLa )に対する密着
時(密着高さLs )のばね軸方向の圧縮率(=100・
(La −Ls )/La )が1未満であるとたわみ作用が
不十分となり、3%を超えるとコイル間の摩擦による十
分な荷重負担および衝撃・振動エネルギ吸収が得られな
い。ばねの無負荷時(自由高さLf )に対する取付け時
(取付け高さLa )のばね軸方向の圧縮率(=100・
(Lf −La )/Lf )が5未満または15%を超える
と、上記ばねの取付け高さLa に対する密着高さLs の
適切な圧縮率を得ることが困難となる。
トッパー本体45とからなっている。ストッパー本体4
5は、たる形をした筒状となっている。ストッパーピン
43の両端部が上記第2ハブ11のフランジ14の第1
ストッパーピン穴17およびカバー21の第2ストッパ
ーピン穴27にそれぞれ挿入され、ストッパーピン43
は第2ハブ11とカバー21とにより両端支持されてい
る。ストッパー穴7が、前記第1ハブ1のフランジ4に
円周方向に沿い隣り合うばね穴6の間に設けられてい
る。ストッパー穴7の直径は、前記ばね穴6の直径に等
しくしておくと、たわみ軸継手の加工、組立てに便利で
ある。ストッパー41は、ストッパー穴7を貫通してい
る。ストッパー穴7の内周面とストッパー41の外周面
との間隙gは、前記たる形コイルばね35にこれの許容
荷重を超える荷重が加わったときにストッパー41の外
周面が前記ストッパー穴7の内周面に接するように設定
されている。許容荷重は、例えばばねの疲労限をもとに
して決める。ストッパー41(またはストッパー穴7)
の数は、たる形コイルばね35(またはばね穴6)の1
/2〜1/6が適当である。ストッパー41は、ストッ
パーピン43とストッパー本体45とを一体に形成した
ものであってもよい。
パー41とは一つのピッチ円上に交互に等ピッチで配置
されている。たる形コイルばね35とストッパー41の
配置はこれに限られるものではない。図3は、たる形コ
イルばね35とストッパー41の配置の他の態様を模式
的に示している。たる形コイルばね35のピッチ円半径
Rs とストッパー41のピッチ円半径Rp は異なってい
る。たる形コイルばね35どうしのピッチ円弧角θsと
たる形コイルばね35とストッパー41との間のピッチ
円弧角θpも異なっている。しかし、たる形コイルばね
35とストッパー41とは、継手軸心Cに関して点対称
に配置されている。
用について図4〜図6により説明すると、トルクは駆動
軸(図示しない)から順次、駆動軸が接続された第1ハ
ブ1、第1ハブフランジ4に保持されたたる形コイルば
ね35、たる形コイルばね35が保持され、第2ハブフ
ランジ14およびカバー21に支持されたばね支持ピン
31、第2ハブ11、第2ハブ11に接続された従動軸
(図示しない)に、またはこの逆に伝達される。このと
き、たる形コイルばね35は、伝達トルクの大きさに応
じてばねの大径部と小径部との中間の中央部分の一部が
内径方向に変位される。したがって、反対側は外径方向
に伸びるように弾性変形する。
る形コイルばね35がばね径方向に変形して吸収され
る。偏角Δθは、図5に示すようにたる形コイルばね3
5が斜め方向に変形して吸収される。また、軸方向誤差
Δxは、図6に示すようにばね軸方向に変形して吸収さ
れる。ただし、コイル間の隙間が極めて小さいので、軸
方向誤差Δxがこの隙間を超える場合には、たる形コイ
ルばねの大径部とばね穴内周面とが摺動して軸方向誤差
Δxが吸収される。この発明の軸継手は、トルク伝達と
軸心誤差の調整は、いずれも同時に行われ、図4〜図6
のようにたる形コイルばねが弾性変形しながら作動す
る。
イルばねの特性、ならびに緩衝作用およびねじり振動減
衰作用について説明する。図7は、たる形コイルばねの
荷重−たわみ曲線を求める試験方法を示している。支持
金具63は、たる形コイルばね61を取付け時の寸法に
コイル軸方向に圧縮するとともに、支持金具63のピン
穴に挿入されたピン62を介してたる形コイルばねを支
持する。たる形コイルばね61を押え金具64のばね穴
に挿入・保持し、たる形コイルばね61のばね最大径部
すなわちばね中央部に、押さえ金具64を介してばね軸
直角方向に荷重Wを加える。
曲線Aは上記試験方法により求めた結果を示しており、
非線形であり、ヒステリシスを描いている。ヒステリシ
スの面積の大きさは、隣り合うコイルの摩擦によるエネ
ルギ吸収の大きさを表わしている。また、荷重の小さな
範囲でばねが大きくたわむので、大きな軸心の狂いを調
整することができる。直線Bは比較として示したもの
で、上記たる形コイルばねにばね軸に対して直角方向に
荷重を加えて試験した結果を表している。この場合は隣
り合うコイルの間に摩擦はなく、弾性変形だけである。
直線Cは最大試験荷重でのたわみが同じである円筒形コ
イルばねに、ばね軸方向に荷重を加えて試験した結果を
表している。一般に摩擦がなく、コイルの巻数が多く、
両端面の摩擦の影響のほとんどない円筒形コイルばねの
ばね定数はほぼ直線となる。
用を模式的に示すトルク減衰曲線である。曲線aはこの
発明のたわみ軸継手を、また曲線bは歯車型軸継手、デ
イスク型軸継手などの円周方向にリジッドな軸継手をそ
れぞれ示している。図8で説明したように、この発明の
たわみ軸継手では隣り合うコイルが摩擦しあうので、緩
衝作用およびねじり振動減衰作用が従来のものに比べて
著しく大きい。なお、この発明のたわみ軸継手の緩衝作
用をT2 /T1 ×100%で示すと、60〜70%程度
である。また、ねじり振動減衰作用をS2 /S1 ×10
0%で示すと、20〜60%程度である。
Wa(図8参照)に達すると、ストッパーの外周面が前
記ストッパー穴の内周面に接する。伝達トルクは、たる
形コイルばねおよびストッパーを通じて伝達される。た
る形コイルばねの負荷が許容荷重Waを超えると、荷重
はストッパーが負担する。したがって、たる形コイルば
ねに加わる荷重は許容荷重Waを超えず、たる形コイル
ばねが破損することはない。
いる。ストッパー本体71はたる形をしており、ストッ
パーピン43が貫通するピン貫通孔72を両端に備えて
いる。両ピン貫通孔72の間に軸方向に延び、径方向に
貫通するスリット73が、周方向に等間隔をおいて設け
られている。ストッパー70の寸法および衝撃力吸収エ
ネルギーによるが、スリット幅は2〜4mm程度、スリッ
ト数は2〜8個程度である。
している。たる形のストッパー本体76は、軸周りのら
せんに沿って延びるスリット78が両端のピン貫通孔7
7の間に設けられている。ストッパー75の寸法および
衝撃力吸収エネルギーによるが、スリット幅は2〜4mm
程度、らせんの巻数は1〜3程度である。
本体71、76は、スリット73、78により見かけ上
の剛性が低くなっている。したがって、駆動系の急加減
速時または停止時にストッパー70、75に衝撃力が加
わると、ストッパー本体71、76が弾性変形して衝撃
力を緩和し、駆動系の損傷を防ぐ。図11に示すストッ
パー75はスリット78がらせん状であるため、ストッ
パー本体は荷重作用方向に関係なく弾性変形して衝撃力
を緩和する。
パー本体45を剛性の高い合成ゴム製としてもよい。合
成ゴムとして、例えばポリウレタンゴム、NBR、SB
Rなどが用いられる。このストッパーもストッパー本体
が弾性変形して衝撃力を緩和し、駆動系の損傷を防ぐ。
はこの発明のばねであり、図13のたる形コイルばねは
比較例である。比較例は、従来の技術の項で説明した特
開平6−213247号公報記載のたわみ軸継手のたる
形コイルばねに相当している。この発明の巻線前の素線
の幅は7.6mmであり、比較例は6.5mmである。有効
巻線はほとんど同一で、両ばね共にばね特性の基本的性
能には変化はない。この発明では取付け時から密着時ま
でのばね軸方向のたわみが0.5〜1.0mmであり、比較
例では4〜5mmである。
もに用いられるストッパーのストッパー本体を示してい
る。ストッパー穴の直径はたる形コイルばねの最大外径
に等しくしているので、両径の差は3.6mmとなり、ス
トッパー穴とばねとの間の片側の隙間は1.8mmとな
る。例えば、たる形コイルばねがばね軸直角方向に1.
8mm たわむと、ばね穴の周面にストッパーが接触し、
ストッパーがたる形コイルばねに加わる荷重の一部を負
担する。これにより、たる形コイルばねへの過大な荷重
負荷が防がれる。
ばね特性の測定結果の一例を示している。図15は、ば
ね軸方向に対し直角方向に荷重を加えた場合のばね特性
の測定結果の一例を示している。
性能には変化はないが、図15からわかるようにこの発
明のたる形コイルばねの見掛けのばね定数およびエネル
ギー吸収率は、比較例のものに比べて高い。このこと
は、この発明では比較例に比べて早い段階から隣り合う
コイルどうしが接触し、摩擦することによりばね軸直角
方向の荷重の一部を負担するとともに衝撃または振動エ
ネルギーを吸収することによる。
イルばねは、密着時荷重は23.2kNで、たわみは3.
3mmである。一方比較例は、密着時荷重は7.54kN
で、たわみは2.4mmである。この発明のたる形ばねを
4個、ストッパーを4個組込んだ軸継手は、比較例を8
個組込んだ軸継手とは、この発明の軸継手の4個のたる
形コイルスプリングと4個のストッパーのみ比較例のた
る形コイルスプリングと異なるのみで、他はすべて同じ
軸継手である。
軸直角方向の荷重は、図15から7.46kN である。し
たがって、比較例の軸継手は、この発明の軸継手と比較
すると、図15で明らかなように比較例の密着荷重が、
ほぼこの発明のストッパーの作用時の荷重と同じであ
り、比較例のたる形コイルばねは、ばねの許容荷重限内
にあり(疲労限荷重は、密着時荷重の1/2程度であ
る。)ばねの破損は発生しない。比較例の密着時たわみ
2.4mmに相当するこの発明のたる形コイルばねの荷重
は、11.3kNであり、2.4mmにストッパーを設定す
れば比較例のたる形コイルばねの密着時荷重7.46kN
より大きくなり、この発明の密着時荷重23.2kNの1
/2より小さく疲労限内にあり、この場合もばねの破損
はないものと考えられる。
ねはこの発明のばねであり、図17のたる形コイルばね
は比較例である。比較例は、従来の技術の項で説明した
特開平6−213247号公報記載のたわみ軸継手のた
る形コイルばねに相当している。この発明の巻線前の素
線の幅は9.6mmであり、比較例は8.4mmである。こ
の発明では取付け時から密着時までのばね軸方向のたわ
みが0.5〜1.5mmであり、比較例では4〜5mmであ
る。
もに用いられるストッパーのストッパー本体を示してい
る。ストッパー穴の直径はたる形コイルばねの最大外径
に等しくしているので、両径の差は4.4mmとなり、ス
トッパー穴とばねとの間の片側の隙間は2.2mmとな
る。
ばね特性の測定結果の一例を示している。図19は、ば
ね軸方向に対し直角方向に荷重を加えた場合のばね特性
の測定結果の一例を示している。
軸直角方向に2.2mmたわむと、ばね穴の周面にストッ
パーが接触し、ストッパーがたる形コイルばねに加わる
荷重の一部を負担するようにしている。これにより、た
る形コイルばねへの過大な荷重負荷が防がれる。このと
きの、たる形コイルばねに加わるばね軸直角方向の荷重
は、図19から11.5kN である。比較例の密着時たわ
み3.1mmに相当するこの発明のたる形コイルばねの荷
重は21.4kNであり、3.1mmにストッパーを設定す
れば比較例のたる形コイルばねの密着時荷重13.5kN
より大きくなり、この発明の密着時荷重35.0kNの1
/2よりやや大きく疲労限圏内にあり、この場合もばね
の破損はないものと考えられる。(低サイクル疲労域で
回数による。)
間の中央部分が、もっとも応力が高い。密着時の荷重の
1/2の荷重のとき、上記中央部分の応力は500N/mm
2程度であり、疲労限に相当することが実験により確か
められた。
較例より素線幅の大きい素線を使用し、比較例と同一の
組込寸法で有効巻数4〜6、取付時のばね軸方向の密着
時寸法に対し、素線間間隙が0.1mm〜2mm以内ででき
るだけ間隙を小さくできるよう、自由長に対し1.5〜
15%程度圧縮して取付時寸法になるようなたる形コイ
ルばねを製作する。
およびねじり振動減衰作用に優れたたる形のコイルばね
を組み込んだたわみ軸継手において、過負荷によるばね
の破損および継手の大径化を防ぐことができる。したが
って、この発明のたわみ軸継手は、あらゆる用途に適用
できるが、特に製鉄機械のような重衝撃が作用する設備
に適している。
手で、図2の1−1線に沿う断面図である。
様を模式的に示す図面である。
する図面である。
する図面である。
を説明する図面である。
面である。
す荷重−たわみ曲線である。
示すトルク減衰曲線である。
る。
面図である。
る。
例を示す断面図である。
の特性試験結果を示す荷重−たわみ曲線である。
す断面図である。
断面図である。
の一例を示す断面図である。
の特性試験結果を示す荷重−たわみ曲線である。
Claims (5)
- 【請求項1】 円筒部の一端にフランジを有し、伝動軸
が連結される第1ハブおよび第2ハブ、前記第1ハブの
円筒部が貫通し、第2ハブのフランジに間隔をおいて向
かい合った第1ハブのフランジを収納するようにして第
2ハブのフランジに固定されたカバー、ならびに前記第
1ハブのフランジに円周方向に沿って設けられた複数の
ばね穴をそれぞれ貫通するたる形コイルばねを備えてお
り、前記たる形コイルばねは最大外径部で第1ハブの前
記ばね穴に保持され、最小内径部で前記第2ハブのフラ
ンジとカバーとの間に支持されたばね支持ピンに圧入ま
たは締まりばめされており、トルク伝達の際にたる形コ
イルばねが変形して隣り合うコイルが接触するようにば
ね軸方向に圧縮されて前記第2ハブのフランジとカバー
との間に取り付けられており、たる形コイルばねを介し
て第1ハブと第2ハブとの間でトルクが伝達されるたわ
み軸継手において、 円周方向に沿い等ピッチで、かつ前記ばね穴とともに継
手軸心に関して点対称に前記第1ハブのフランジに設け
られた複数のストッパー穴、およびストッパー穴を貫通
し前記フランジとカバーとの間で支持された複数個のス
トッパーを有し、前記たる形コイルばねは有効巻数が4
〜10、無負荷時に対する取付け時のばね軸方向の圧縮
率が5〜15%、かつ取付け時に対する密着時のばね圧
縮率が1〜3%であり、前記ストッパー穴内周面とスト
ッパー外周面との間隙が前記たる形コイルばねにこれの
許容荷重を超える荷重が加わったときにストッパー外周
面が前記ストッパー穴内周面に接するように設定されて
いることを特徴とするたわみ軸継手。 - 【請求項2】 前記ストッパーが中空たる形のストッパ
ー本体とストッパー本体を貫通するストッパーピンとか
らなる請求項1記載のたわみ軸継手。 - 【請求項3】 前記ストッパー本体が軸方向に延びる複
数のスリットを有する請求項2記載のたわみ軸継手。 - 【請求項4】 前記ストッパー本体が軸回りのらせんに
沿って延びるスリットを有する請求項2記載のたわみ軸
継手。 - 【請求項5】 前記ストッパー本体が合成ゴムからなる
請求項2記載のたわみ軸継手。
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